14-В (записка к проекту)

Посмотреть архив целиком


ЗАДАНИЕ № 14 В


ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ЧЕТЫРЁХТАКТНОГО ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ.


Четырёхтактный двигатель внутреннего сгорания служит в качестве привода электрогенератора. Основной механизм двигателя – кривошипно-ползунный, состоящий из трёх подвижных звеньев: 1 - коленчатый вал, 2 – шатун, 3 – поршень. Вал электрогенератора связан с коленчатым валом. Цикл работы четырёхтактного двигателя совершается за 2 оборота коленчатого вала.

Кулачковые механизмы предназначены для открытия и закрытия впускного и выпускного клапанов. Кулачки – дисковые, вращающиеся, закреплены на распределительном валу, кинематически связанном с коленчатым валом зубчатыми передачами. Число оборотов распределительного вала в 2 раза меньше числа оборотов коленчатого вала. Толкатели роликовые, поступательно движущиеся, с внеосностью e. Исходные данные приведены в таблице 1.


































ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ




Таблица 1

параметр

обозначение

размерность

значение

Средняя скорость поршня

Vср.

м/с

3,33

Число оборотов коленчатого вала

n1

об/мин

500

Отношение длины шатуна к длине кривошипа

LAB/LOA

-

4

Положение ц. т. звена 2 и 2

LAS2 /LAB

-

0,38

Диаметр цилиндра

d

м

0,25

Максимальное давление в цилиндре

Pmax

кг/см2

26

Вес шатуна

G2

кг

14

Вес плунжера

G3

кг

23

Момент инерции шатуна относительно оси, проходящей через его ц. т.

IS2

кг·м·с2

0,067

Коэффициент неравномерности вращения вала I

-

1/80

Момент инерции вращающихся звеньев, приведённый к валу кривошипа

I вр пр

кг·м·с2

2,0

Закон изменения ускорения толкателя (рис. 14-3)

-

-

А

Величина подъёма толкателя впускного клапана

h

м

0,009

Угловая координата кривошипа для силового расчёта

1

град

30

Число зубьев колёс 6 и 7

Z6

-

12

Z7

-

24

Модуль колес 6 и 7

m

мм

5

Угол наклона зубьев

b

град

10

Угол поворота кулачка, соответствующий дальнему стоянию толкателя

fвыст

град

0

Внеосность толкателя кулачкового механизма

e

м

0,006

Максимально допустимый угол давления в кулачковом механизме

доп.

град

35

Рабочий угол профиля кулачка впускного клапана

раб.

град

120

Параметры исходного контура реечного инструмента

a

град

20

ha*

-

1

c*

-

0,25








1. Определение закона движения механизма


1.1 Определение размеров механизма.

Согласно формулам:

По заданному соотношению:

и

Отсюда определим длину шатуна:

Теперь определяем положение центра масс шатуна:

На листе вычерчиваем схему механизма.

Возьмём масштаб:


С учетом масштаба:

LOA=50 мм LAB=200 мм LAS=76 мм


1.2 Построение индикаторной диаграммы.


Индикаторную диаграмму строим по заданной таблице значений давления в цилиндре двигателя.


Путь поршня (в долях хода)

0

0.05

0.0665

0.1

0.2

0.3

0.4

0.5

0.6

0.7

0.8

0.9

1

Всасывание


0



-0,01


-0,01


-0,01


-0,01


-0,01


-0,01


-0,01


-0,01


-0,01


-0,01

-0,01


-0,01

Сжатие


0,46


0,31


0,28


0,245


0,17


0,104


0,066


0,038


0,02


0,01


0,01


0


-0,01

Расширение


0,46


0,9


1


0,85


0,56


0,4


0,31


0,245


0,2


0,16


0,12


0,097


0,047

Выхлоп


0


0,01


0,01


0,01


0,01


0,01


0,01


0,01


0,01


0,01


0,01


0,01


0,047


1.3 Силы, действующие на звенья механизма.


На звенья механизма действуют следующие силы и моменты:

  1. движущие силы FД или моменты МД, развиваемые двигателем. Сила считается движущей, если её работа за один период цикла положительна (даже в том случае, когда она знакопеременна);

  2. силы FC или моменты МС полезного сопротивления – силы (моменты), возникновение которых предопределяется технологическим процессом рабочей машины. Работа этих сил (моментов) за один период цикла отрицательна;

  3. силы тяжести Gi отдельных звеньев механизма.


1.4 Построение графика силы F.


Рассмотрим построение графика силы F по ходу поршня SB.

Траекторию движения точки А кривошипа 1 разобьем на 12 равных частей и найдем соответствующие положения точки.

pmax = 26 кг/см2 = 2,6 МПа

Выбирается масштаб: p =130 мм / 2,6 МПа = 50 мм/МПа


Для определения силы давления на поршень F необходимо умножить давление в цилиндре на площадь поршня. При построении графика силы, действующей на поршень, ординаты этого графика принимаем равными ординатам индикаторной диаграммы, т. к. сила пропорциональна давлению в цилиндре.

Максимальная сила, действующая на поршень:

Fmax = pmax · Sп , где

Sп = d2/4 = (3,14*0,252)/4 = 0,0491 м2 – площадь поршня

Fmax = 2,6 · 106 · 0,0491 = 127660 Н ~128 кН
Определяем масштаб силы:

F = 128 мм / 128 · 103 = 10-3 мм/Н


Масштаб хода поршня S = ,где 0.2 м – это ход поршня,


равный двум диаметрам кривошипа: НВ=2·LOA=2 · 0.1=0.2 м

1.5 Построение планов возможных скоростей.


Строим планы скоростей для положений поршня, обозначенных на чертеже цифрами от 0 до 6 (включительно). Т.к. мы не знаем точное значение скоростей, примем ZVa=60 мм, что позволит после построения планов определить отношение скоростей точек механизма.

Результаты построения приведены в таблице 2.


Таблица 2


0

1

2

3

4

5

6

ZVb,мм

0

36

58

60

46

24

0

ZVs2,мм

37

43

59

60

52

42

37

ZVab,мм

60

52

31

0

31

52

60


1.6 Построение графика приведенного момента движущих сил.


Приведённый момент движущих сил для каждого положения механизма определяем по формуле:


Случайные файлы

Файл
105775.rtf
82683.rtf
159019.rtf
33931.rtf
217.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.